- •Завдання № 50.
- •Графік частот, коробка передач, момент, потужність, система мастила, верстат, шпиндель вступ
- •1 Загальна характеристика і призначення вертикально - консольних-фрезерних верстатів
- •1.1 Загальні відомості про фрезерні верстати
- •1.2 Особливості приводу швидкостей вертикального консольно ¬ фрезерного верстата
- •1.3 Особливості проектування приводу з чпу
- •1.4 Стандартна оснастка, використовувана на фрезерних верстатах
- •1.8 - Гідравлічні самоцентрующі поворотні лещата
- •1.5 Технологічне обгрунтування технічних можливостей верстата
- •2 Вибір граничних режимів різання і електродвигуна
- •2.1 Вибір різального інструменту, що використовується на проектованому верстаті
- •2.2 Визначення граничних режимів різання
- •2.3 Попереднє визначення потужності двигуна
- •3. Кінематичний розрахунок приводу головного
- •3. Вибирається структура коробки швидкостей.
- •3.1. Аналіз обраної структури
- •4.2 Розробка кінематичної схеми приводу
- •5.3.2 Розрахунок на міцність циліндричних зубчастих передач
- •5.4 Розрахунок пасової передачі і вибір геометричних параметрів шківа
- •5.5 Проверочный расчет опор валов привода главного движения
- •5.6 Розрахунок валів
- •Висновок
- •Список використаних джерел
4.2 Розробка кінематичної схеми приводу
Кінематична схема проектованого приводу наведена на малюнку 4.3.
Малюнок 4.3 Кінематична схема приводу головного руху
5 СИЛОВИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДУ СТАЖУ
5.1 Розрахунок коефіцієнта корисної дії верстата і потужності головного електродвигуна
= 0.95-ККД пасової передачі.
= 0.98-ККД циліндричної передачі.
= 0.97-ККД конічної передачі.
= 0.99-ККД підшипника гойдання.
= 0.99-ККД ущільнення на валах передачі.
= 0.95 • 0.99 • 0.99 • 0.98 • 0.99 • 0.99 • 0.97 • 0.99 • 0.99 = 0.85
Приймаємо двигун 4ПФ1128
5.2 Розрахунок крутних моментів на валах приводу верстату
Визначаємо крутні моменти на валах:
5.3 Вибір і розрахунки конструктивних елементів коробки швидкостей
5.3.1 Вибір і розрахунки зубчастих передач. Для визначення модуля, необхідно визначити допустимі напруги при розрахунку на вігівна міцність:
- кордон изгибной міцності. Приймаємо 430 (МПа).
- коефіцієнт, який враховує характер зміни напружень вигину. Для реверсивних передач = 0,7.
[S] f- допустимий коефіцієнт запасу міцності по згинальних напружень. Приймаємо [S] f = 1,7.
- коефіцієнт довговічності, який враховує підвищення граничних напружень при кількості циклів навантаження менше базового. Приймаємо =1,0.
У приводних механізмах сучасних верстатів використовують в основному сталеві загартовані зубчасті колеса.
Мінімальне значення модуля зачеплення в мм, при якому забезпечується ізгибна міцність зубів колеса передачі, розраховується за формулою:
Для прямозубих коліс вибирають в залежність від числа зубів, де . -коефіцієнт, який враховує форму зуба і концентрацію напруг.
К-1,5 - коефіцієнт навантаження.
- коефіцієнт ширини зубчастого вінця. Приймаємо з інтервалу:
= 8...12. Приймаємо =10.
Знайшовши всі необхідні величини для розрахунку модуля, обчислюємо його значення.
Так, для передач, які знаходяться на 1-Ом валу:
Обчислені за формулою значення модулів слід узгодити з Дст, прийнявши найближче стандартне значення, але з конструктивних міркувань приймаємо модуль для всіх передач рівний = 2,5 мм,
Після отримання стандартного модуля прямозубих передач визначаємо
міжосьові відстані, за формулою:
Основні розміри коліс передач визначаємо за форхмулам: Діаметр по ділильної окружності: d=z.
Діаметр окружності западин: =d-2.5•m.
Діаметр окружності виступів: = d+ 2 • тn.
Ширина зубчастого вінця: =• тп .
Ширина коліс: ==10•2.5=25(мм)
5.3.2 Розрахунок на міцність циліндричних зубчастих передач
Фактичний коефіцієнт запасу міцності по згинав напругою в небезпечному перерізі зубів шестерні і колеса повинен бути не меншим, ніж допустимий:
де - межа згинальної міцності. Для сталі 40Х= 700 МПа;
- коефіцієнт, який враховує характер зміни напружень вигину в нереверсивних передачах. Приймаю для нереверсивних = 1,0;
- коефіцієнт довговічності, яка враховує підвищення граничних напружень при числі циклів навантаження менших базового.
де = 4 • 106 - базове число циклів навантажень;
= 5,2 • 106 - базове число циклів навантаження.
Тоді:
Для циліндричних прямозубих передач фактичні напруги при розрахунках зубів на міцність визначається формулою
где - величина розрахункової кругової сили, знаходиться:
- коефіцієнт, який враховує форму зубів і концентрацію напружень, приймаю = 4,12;
Фактичні напруги будуть рівні:
Коефіцієнт запасу буде дорівнює:
Фактичний коефіцієнт запасу більше дозволеного, тому колеса витримають необхідне навантаження.